5) Определение основных параметров зацепления.
1) Определяем модуль зацепления по эмпирическому соотношению.
m=(0,01
0,02)
=(0,01
0,02)
112=1,12
2,24
(мм)
Согласуя со стандартом ( [1] ,стр. 36),принимаем
m=2 мм
2) Суммарное число зубьев шестерни и колеса
=
=
=112
3) Число зубьев шестерни
=
=
=20
4) Число зубьев колеса
=
-
=112-20=92
5) Проверяем фактическое межосевое расстояние и фактическое передаточное отношение
=
=
=112
U=
=
=4,6
=
%=4,0%
Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным 4,0=4,0 что допустимо
6) Определяем размеры шестерни и колеса. Диаметр делительной окружностей
=m
=2
=40
мм;
=m
=2
=184
Диаметры окружностей выступов
=
+2m=40+2
=160;
=
+2m=184+2
=736
Диаметры окружностей впади
=
-2m=40-2,5
=35;
=
-2,5m=92-2,5
=87
Высота зуба
h=2,25
=2,25
=4,5
мм
Ширина колеса
=
=0,25
110=28
Ширину шестерни обычно делают
2
5
мм больше, чем ширина колеса для
компенсации неточности сборки и осевого
люфта.
Ширина шестерни
=28+2=30
Коэффициент ширины
шестерни по диаметру
=
=
=0,75
7) Степень точности
цилиндрических прямозубых передач
назначают в зависимости от окружной
скорости по стандарту.
Окружная скорость
колес
=
=
=6,4
м/с
При такой скорости следует принять степень точности.
6.Проверочный расчет на контактную усталость
1)Уточняем значение коэффициента нагрузки.
Для прямозубых передач
=1
При твердости зубьев
НВ
350,
несеммитричном распределении реакций
из-за консольной нагрузки,
=0,75
согласно рекомендации (
,стр.
39, табл. 3.5) принимаем значение
=1,07
При твердости зубьев
НВ
350.
Окружной скорости 3,65 м/с и восьмой
степени точности по рекомендации (
,стр.
40,табл. 3.6) принимаем значение
=1,05
Тогда =1 1,07 1,05=1,124
2.Определяем контактное напряжение на поверхности зубьев ( ,стр.31,форм. 3.5)
=
=
=2,8
=378
МПа
МПа
Условие прочности выполнено
7.Проверочный расчет зубьев на изгиб.
1.Определяем силы действующие в зацеплении
Окружная сила
=
=
=
=615
Радиальная сила
=
tg
=615
=223,9
2.Коэффициент нагрузки
на изгиб
=
;
=1
Коэффициент
учитывает неравномерность распределения
нагрузки по длине зубьев. Согласно
рекомендации (
,стр.43,табл
3.7) при твердости зубьев НВ
350,
несеммитричности расположения опор и
коэффициенте
=0,75
принимаем
=1,15
Коэффициент
учитывает динамические действия
нагрузки. По рекомендации (
,стр.
43,табл 3.8) при твердости зубьев НВ
350,
окружной скорости 3,65 м/с и восьмой
степени точности принимаем значение
коэффициента
=1,45
Тогда коэффициент нагрузки
=1,15
=1,7
3.Определяем коэффициент
формы зуба в зависимости от числа зубьев
(
,стр.35,табл
4) Для
шестерни
=4,09
Для колеса
=3.61
4.Определяем по рекомендации ( ,стр. 44,табл 3.9) для улучшенных и нормализованных сталей при твердости НВ 350 предел выносливости на изгиб при пульсирующем цикле при бозовом числе циклов по формуле
=1,8
HB
(МПа)
Для шестерни
=1,8
=414
МПа
Для колеса
=1,8
=360
МПа
5)Определяем коэффициент
запаса прочности [n
=[n
Первый коэффициент [n
учитывает нестабильность свойств
материала. По рекомендации ([1], стр. 44
табл. 3.9) принимаем [n
=1,75
Второй коэффициент
, учитывает способ получения заготовки
для колеса. Для поковок и штамповок
=1
Тогда [n
=1,75
1,0=1,75
6)
Допускаемое напряжение при изгибе
[
=
Для шестерни [
=
=237
МПа
Для колеса [
=
=206
МПа
7)Находим отношение допускаемого напряжения к коэффициенту формы зуба
Для шестерни
=
=57,9
Для колеса
=
=57,1
Расчет следует вести для зубьев и колес. У которого найденное отношение меньше.
8)Напряжение при изгибе определяется по формуле ([1], стр.41)
=
=
=
=67,4
МПа
Условие прочности выполнено